數(shù)控銑床夾緊裝置液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì),數(shù)控銑床夾緊裝置液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì),數(shù)控,銑床,夾緊,裝置,液壓,系統(tǒng),設(shè)計(jì) 學(xué)號： 14071900503 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) (論 文 ) 題 目 ： 數(shù) 控 銑 床 夾 緊 裝 置 液 壓 系 統(tǒng) 設(shè) 計(jì) 作 者 ： 屆 別 ： 院 別 ： 機(jī) 械 工 程 學(xué) 院 指 導(dǎo) 教 師 ： 專 業(yè) ： 機(jī) 械 設(shè) 計(jì) 制 造 及 其 自 動 化 職 稱 ： 講 師 完 成 時(shí) 間 ： 2011 年 5 月 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） I 摘要 作為現(xiàn)代機(jī)械設(shè)備實(shí)現(xiàn)傳動與控制的重要技術(shù)手段，液壓技術(shù)在國民經(jīng)濟(jì) 各領(lǐng)域得到了廣泛的應(yīng)用.與其他傳動方式相比較，液壓傳動具有其獨(dú)特的技術(shù) 優(yōu)勢，其應(yīng)用領(lǐng)域幾乎囊括了國民經(jīng)濟(jì)各工業(yè)部門。 本文根據(jù)數(shù)控銑床的用途特點(diǎn)和要求，利用液壓傳動的基本原理，擬定 出合理的液壓系統(tǒng)圖，再經(jīng)過必要的計(jì)算來確定液壓系統(tǒng)的參數(shù)，然后按照這 些參數(shù)來選用液壓元件的規(guī)格和進(jìn)行系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。數(shù)控銑床的液壓系統(tǒng)， 外形新穎美觀，動力系統(tǒng)采用液壓系統(tǒng)，結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、動作靈敏可靠。 本文通過對數(shù)控銑床的工況分析, 給出了對于一般夾緊裝置分析的方法, 對于提高制造質(zhì)量、實(shí)際生產(chǎn)具有一定的指導(dǎo)意義。 關(guān)鍵詞：現(xiàn)代機(jī)械；數(shù)控銑床；夾緊裝置；液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） II ABSTRACT As a modern machinery equipment realization transmission and control of important technical means, hydraulic technology in the field of national economy has been widely used with other transmission way. Compared with its unique, hydraulic transmission technology advantage, its application field almost include the national economic each industrial sectors. This article according to the usage, characteristics and requirements of the purposes of CNC milling machine uses the basic principle of hydraulic transmission, draws up a reasonable hydraulic system and undergoes the necessary calculation to determine the parameters of hydraulic system which determine to choose hydraulic components and system structure of the specification. The hydraulic system of CNC milling machine is new and original beautiful, the driving force system adopts hydraulic pressure system that makes the structure simple and compact, the action quick and reliable. This paper analyzed the operation condition of the CNC milling machine, and gives the analysis for average clamping device to improve the method, manufacturing quality, the actual production has certain directive significance Key words：Modern machinery；CNC milling machine；Clamping device；Hydraulic system design 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） III 目錄 摘要 .I ABSTRACT.II 目錄 .III 1 液壓傳動的發(fā)展?fàn)顩r以及優(yōu)缺點(diǎn) .1 1.1 國內(nèi)液壓傳動的發(fā)展?fàn)顩r .1 1.2 國外液壓傳動的發(fā)展?fàn)顩r .1 1.3 液壓傳動的優(yōu)缺點(diǎn) .1 1.3.1 液壓傳動有以下一些優(yōu)點(diǎn) .1 1.3.2 液壓傳動的缺點(diǎn) .2 2 液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì) .3 2.1 設(shè)計(jì)要求 .3 2.2 工況分析 .3 2.2.1工位夾緊缸的負(fù)載計(jì)算 .3 2.2.2 工位夾緊缸的負(fù)載計(jì)算 .4 2.3 液壓系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 .6 2.3.1 系統(tǒng)工作壓力 1p的確定 .6 2.4 液壓執(zhí)行器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的計(jì)算 .7 2.4.1工位夾緊缸主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定 .7 2.4.2 工位夾緊缸主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定 .8 2.4.3 液壓缸工作循環(huán)中各階段的各項(xiàng)參數(shù) .8 3 液壓系統(tǒng)原理圖的擬定和方案論證 .10 3.1 油路循環(huán)方式的分析和選擇 .10 3.2 調(diào)速方案的分析和選擇 .10 3.3 液壓動力源的分析與選擇 .11 3.4 液壓回路的分析、選擇與合成 .12 3.5 液壓原理圖的擬定與設(shè)計(jì) .12 4 液壓元件的計(jì)算和選擇 .14 4.1 液壓泵的確定 .14 4.2 閥類的選擇 .17 4.2.1 選擇依據(jù) .17 4.2.2 選擇閥類元件應(yīng)注意的問題 .17 4.3 液壓附件的計(jì)算和選擇 .18 4.3.1 確定管件的尺寸 .18 4.3.2 確定油箱容積 .19 5 估算液壓系統(tǒng)性能 .21 5.1 液壓系統(tǒng)壓力損失驗(yàn)算 .21 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） IV 5.2 系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升 .22 6 結(jié)論 .25 致謝 .26 參考文獻(xiàn) .27 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 1 1 液壓傳動的發(fā)展?fàn)顩r以及優(yōu)缺點(diǎn) 1.1 國內(nèi)液壓傳動的發(fā)展?fàn)顩r 近年來，我國液壓氣動密封行業(yè)堅(jiān)持技術(shù)進(jìn)步，加快新產(chǎn)品開發(fā)，取得良 好成效，涌現(xiàn)出一批各具特色的高新技術(shù)產(chǎn)品。北京機(jī)床所的直動式電液伺服 閥、杭州精工液壓機(jī)電公司的低噪聲比例溢流閥（擁有專利） 、寧波華液公司的 電液比例壓力流量閥（已申請專利） ，均為機(jī)電一體化的高新技術(shù)產(chǎn)品，并已投 入批量生產(chǎn)，取得了較好的經(jīng)濟(jì)效益。北京華德液壓集團(tuán)公司的恒功率變量柱 塞泵，填補(bǔ)了國內(nèi)大排量柱塞泵的空白，適用于冶金、鍛壓、礦山等大型成套 設(shè)備的配套。天津特精液壓股份有限公司的三種齒輪泵，具有結(jié)構(gòu)新穎、體積 小、耐高壓、噪聲低、性能指標(biāo)先進(jìn)等特點(diǎn)。榆次液壓件有限公司的高性能組 合齒輪泵，可廣泛用于工程、冶金、礦山機(jī)械等領(lǐng)域。另外，還有廣東廣液公 司的高壓高性能葉片泵、寧波永華公司的超高壓軟管總成、無錫氣動技術(shù)研究 所有限公司為各種自控設(shè)備配套的 WPI 新型氣缸系列都是很有特色的新產(chǎn)品。 為應(yīng)對我國飛速發(fā)展的經(jīng)濟(jì)形勢，我國液壓行業(yè)各企業(yè)加速科技創(chuàng)新，不 斷提升產(chǎn)品市場競爭力，一批優(yōu)質(zhì)產(chǎn)品成功地為國家重點(diǎn)工程和重點(diǎn)主機(jī)配套， 取得較好的經(jīng)濟(jì)效益和社會效益。 1.2 國外液壓傳動的發(fā)展?fàn)顩r 20 世紀(jì) 80 年代以來，逐步完善和普及的計(jì)算機(jī)控制技術(shù)和集成傳感技術(shù) 為液壓技術(shù)與電子技術(shù)相結(jié)合創(chuàng)造了條件。隨著微電子、計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展， 出現(xiàn)了各種數(shù)字閥和數(shù)字泵，并出現(xiàn)了把單片機(jī)直接裝在液壓組件上的具有位 置或力反饋的閉環(huán)控制液壓元件及裝置。 近年來，由于世界能源的緊缺，各國都把液壓傳動的節(jié)能問題作為液壓技 術(shù)發(fā)展的重要課題。20 世紀(jì) 70 年代后期，德、美等國相繼研制成功負(fù)載敏感 泵及低功率電磁鐵等。最近美國威克斯公司又研制成功用于功率匹配系統(tǒng)的 CMX 閥。 1.3 液壓傳動的優(yōu)缺點(diǎn) 工程機(jī)械廣泛應(yīng)用的傳動方式主要有機(jī)械傳動、電氣傳動、氣壓傳動和液 壓傳動。它們各有優(yōu)缺。 1.3.1 液壓傳動有以下一些優(yōu)點(diǎn) 1）液壓傳動可在運(yùn)行過程中方便地實(shí)現(xiàn)大范圍的無級調(diào)速，調(diào)速范圍可達(dá) 1000：1。液壓傳動裝置可在極低的速度下輸出很大的力，如果采用機(jī)械傳動裝 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 2 置減速，其減速器結(jié)構(gòu)往往十分龐大； 2）在輸出相同功率的情況下，液壓傳動裝置的體積小、質(zhì)量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、 慣性小。由于液壓系統(tǒng)中的壓力比電樞磁場中單位面積上的磁力大 30 倍40 倍，液壓傳動裝置的體積和質(zhì)量只占相同功率電動機(jī)的 12%左右。因此，液壓 傳動易于實(shí)現(xiàn)快速啟動、制動及頻繁幻想，每分鐘的換向次數(shù)可達(dá) 500 次（左 右擺動）、1000 次（往復(fù)移動）； 3）液壓傳動易于實(shí)現(xiàn)自動化，特別是采用電液和氣液傳動時(shí)，可實(shí)現(xiàn)復(fù)雜 的自動控制； 4）液壓裝置易于實(shí)現(xiàn)過載保護(hù)。當(dāng)液壓系統(tǒng)超負(fù)荷（或系統(tǒng)承受液壓沖擊） 時(shí)，液壓油可以經(jīng)溢流閥排回油箱，系統(tǒng)得到過載保護(hù)； 5）易于設(shè)計(jì)、制造。液壓元件已實(shí)現(xiàn)了標(biāo)準(zhǔn)化、系列化和通用化。液壓系 統(tǒng)的設(shè)計(jì)、制造和使用都比較方便。液壓元件的排列布置也有很大的靈活性。 1.3.2 液壓傳動的缺點(diǎn) 1）不能保證嚴(yán)格的傳動比。著是由于液壓介質(zhì)的可壓縮性和不可避免的泄 露等因素引起的； 2）系統(tǒng)工作時(shí)，對溫度的變化較為敏感。液壓截至的粘性隨溫度變化而變 化，從而使液壓系統(tǒng)不易保證在高溫和低溫下都具有良好的工作穩(wěn)定性； 3）在液壓傳動中，能量需經(jīng)過兩次變換，且液壓能在傳遞過程中有流量和 壓力的損失，所以系統(tǒng)能量損失較大，傳動效率較低； 4）元件的制造精度高、造價(jià)高，對其使用和維護(hù)提出了較高的要求； 5）出現(xiàn)故障時(shí)，比較難于查找和排除，對維修人員的技術(shù)水平要求較高。 從液壓傳動的優(yōu)缺點(diǎn)來看，優(yōu)點(diǎn)大于缺點(diǎn)。采用液壓傳動符合本次設(shè)計(jì)的 工位夾緊裝置的工作條件。 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 3 2 液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 2.1 設(shè)計(jì)要求 本設(shè)計(jì)是完成某機(jī)床需要對零件進(jìn)行兩工位裝夾裝置（裝夾裝置靜動摩擦 因數(shù) ， ）的設(shè)計(jì)，擬采用缸筒固定的液壓缸驅(qū)動夾緊裝置，完0.2s.1d 成工件裝夾運(yùn)動。夾緊裝置由液壓與電氣配合實(shí)現(xiàn)的自動循環(huán)要求為： 工 位夾緊缸夾緊工位夾緊缸松開工位夾緊缸夾緊工位夾緊缸松開。 機(jī)床工位夾緊裝置的運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù)如表 2-1 所列。 表 2-1 機(jī)床工位夾緊裝置的運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù) 工況 行程/mm 速度 /vms時(shí)間 / 1t 運(yùn)動部件重力 G/N 負(fù)載 /NeF 啟動、制動時(shí)間 t/s1 夾緊 0.012 3 50002t工位夾緊缸 松開 35 0.035 1 2450 0.053t 夾緊 0.125 0.2 20004t工位夾緊缸 松開 25 0.25 0.1 1500 0.05 2.2 工況分析 2.2.1工位夾緊缸的負(fù)載計(jì)算 慣性負(fù)載 夾緊： iGFgt =2450/9.810.012/0.05 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 4 =59N 松開： iGFgt =2450/9.810.035/0.05 =175N 靜摩擦負(fù)載 fsnFG =0.2（2450+0） = 490N 動摩擦負(fù)載 fdnFG =0.1（2450+0） =245N 2.2.2 工位夾緊缸的負(fù)載計(jì)算 慣性負(fù)載 夾緊： iGFgt =1500/9.810.125/0.05 =382N 松開： iGFgt =1500/9.810.25/0.05 =765 靜摩擦負(fù)載 fsnFG 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 5 =0.2（1500+0） = 300N 動摩擦負(fù)載 fdnFG =0.1（1500+0） =150N 由此得工位夾緊缸和工位夾緊缸在工作的各個(gè)階段所受的負(fù)載，由 表 2-2 所示 表 2-2工位夾緊缸的外負(fù)載計(jì)算結(jié)果 工況 負(fù)載組成 外負(fù)載 F/N 啟動 fsF490 加速 fdGgt304 夾緊 efd5245 反向啟動 fsF490 加速 fdGgt420 松開 fd245 表 2-3工位夾緊缸的外負(fù)載計(jì)算結(jié)果 工況 負(fù)載組成 外負(fù)載 F/N 啟動 fsF300 加速 fdGgt532 夾緊 efd2150 工況 負(fù)載組成 外負(fù)載 F/N 反向啟動 fsF300 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 6 加速 fdGFgt915 松開 fd150 2.3 液壓系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 2.3.1 系統(tǒng)工作壓力 的確定1p 根據(jù)液壓執(zhí)行元件的負(fù)載表可以確定系統(tǒng)的最大負(fù)載數(shù)，在充分考慮系統(tǒng) 所需的流量、性能等因素后，可參照表 2-4 或者 2-5 選擇系統(tǒng)的工作壓力 表 2-4 按負(fù)載選擇工作壓力 負(fù)載 /kN 50 系統(tǒng)壓力/MPa 5-7 表 2-5 按主機(jī)類型選擇系統(tǒng)工作壓力 主機(jī)類型 設(shè)計(jì)壓力/MPa 精加工機(jī)床 0.82 半精加工機(jī)床 35 龍門刨床 28 機(jī)床 拉床 810 農(nóng)業(yè)機(jī)械、小型工程機(jī)械、工程機(jī)械輔助機(jī)構(gòu) 1016 液壓機(jī)、大中型挖掘機(jī)、中型機(jī)械、起重運(yùn)輸機(jī)械 2032 地質(zhì)機(jī)械、冶金機(jī)械、鐵道車輛維護(hù)機(jī)械、各類液壓機(jī)具等 25100 本設(shè)計(jì)根據(jù)主機(jī)類型是數(shù)控銑床，初步選擇系統(tǒng)壓力為 4MPa。 為了防止夾緊時(shí)發(fā)生沖擊，液壓缸需保持一定回油背壓。參考表 2-6 液壓 執(zhí)行器的背壓力取 0.2MPa 表 2-6 液壓執(zhí)行器的背壓力 系統(tǒng)類型 背壓力(MPa) 簡單系統(tǒng)和和一般輕栽節(jié)流調(diào)速系統(tǒng) 0.2 0.5 回油帶背壓閥 調(diào)整壓力一般為 0.5 1.5 回油路設(shè)流量調(diào)節(jié)閥的進(jìn)給系統(tǒng)滿載工作時(shí) 0.5中低壓系統(tǒng) 設(shè)補(bǔ)油泵的閉式系統(tǒng) 0.8 1.5 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 7 高壓系統(tǒng) 初算是可忽略不計(jì) 2.4 液壓執(zhí)行器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的計(jì)算 2.4.1工位夾緊缸主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定 本設(shè)計(jì)將工位夾緊缸的有桿腔作為主工作腔，則有公式： 121maxcPAF （21） 公式中 液壓缸無桿腔的有效面積 ；214AD2 液壓缸有桿腔的有效面積 ；2d 液壓缸的最大負(fù)載力 ；maxFN 液壓缸的機(jī)械效率（一般取 0.9-0.97）本設(shè)計(jì)取 0.95； 液壓缸工作腔壓力；1p 系統(tǒng)的背壓，本設(shè)計(jì)取 0.2Mpa。2 當(dāng)計(jì)算液壓缸的結(jié)構(gòu)參數(shù)時(shí)，還需確定活塞桿直徑與液壓缸內(nèi)徑的關(guān)系， 以便在計(jì)算出液壓缸內(nèi)徑 D 時(shí)，利用這一關(guān)系獲得活塞桿的直徑 d。通常是由 液壓缸的往返速比 確定這一關(guān)系，即 ，按這一關(guān)系得到的 d1d 的計(jì)算公式入如下表 表 2-7 根據(jù)往返速度比 計(jì)算活塞桿直徑 d 的公式 往返速度比 1.1 1.2 1.33 1.46 1.61 2 活塞桿直徑 d 0.3D 0.4D 0.5D 0.55D 0.62D 0.7D 油缸的速比 ，可由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得。本設(shè)計(jì)取 =1.33。 則由上表查得 d=0.5D。2 243.140.314cmDdDF 得 D=49.9（mm） 按 GB/T2348-1980 ,取標(biāo)準(zhǔn)值： D=50（mm） 又 d=0.5D，得 d=25（mm） ，取標(biāo)準(zhǔn)值 d=28（mm） 則液壓缸無桿腔實(shí)際有效面積為： 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 8 214AD 5.0 =19.62cm 有桿腔實(shí)際有效面積為： 224ADd 25.08 =13.5 cm 2.4.2 工位夾緊缸主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定 工位夾緊缸的無桿腔作為主工作腔，則有公式： 12maxcPAF 則有 2243.40.34cmDDdF 得 D=27.9（mm） 按 GB/T23481980 ,取標(biāo)準(zhǔn)值： D=32（mm） 又 d=0.5D， 得 d=16（mm） ， 取標(biāo)準(zhǔn)值 d=20（mm） 則液壓缸無桿腔實(shí)際有效面積為： 214AD 3. =8.042cm 有桿腔實(shí)際有效面積為： 224ADd 23.0 =4.89 cm 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 9 2.4.3 液壓缸工作循環(huán)中各階段的各項(xiàng)參數(shù) 根據(jù)上述假定條件經(jīng)計(jì)算得到液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功 率，如下表所示： 表 2-8 工位夾緊缸工作循環(huán)個(gè)階段的壓力、流量和功率 工作 階段 計(jì)算公式 負(fù)載 /N 回油腔壓力 /MPa2p工作腔壓力 /MPa1p輸入流量Q 1/minL輸入功率 /w 啟動 490 0.98 加速 304 0.2 0.53 夾緊 211()cmFpA21qvNp 5245 0.2 4.38 0.972 70.96 反向 啟動 490 0.40 加速 420 0.2 0.30 松開 211()cmFA2qv1Np 245 0.2 0.27 4.116 18.52 表 2-9 工位夾緊缸工作循環(huán)各個(gè)階段的壓力、流量和功率 工作 階段 計(jì)算公式 負(fù)載 /N 回油腔壓力 /MPa2p工作腔壓力 /MPa1p輸入流量Q 1/minL輸入功率 /w 啟動 300 0.39 加速 532 0.2 0.44 夾緊 211()cmFpAqv1Np 2150 0.2 3.06 6.03 307.53 反向 啟動 300 0.65 加速 211()cmFA2qv 915 0.2 0.85 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 10 松開 1Npq150 0.2 0.65 4.116 79.46 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 11 3 液壓系統(tǒng)原理圖的擬定和方案論證 3.1 油路循環(huán)方式的分析和選擇 液壓系統(tǒng)油路循環(huán)方式分為開式和閉式兩種，他們各自的特點(diǎn)及相互比較 見下表 表 3-1 開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng)的比較 油液循 環(huán)方式 開式 閉式 散熱 條件 較方便，但是油箱較大 較復(fù)雜，需要用輔泵來換油冷卻 抗污 染性 較差，但可采用壓力油 箱或者油箱呼吸器來改善 較好，但是油液過濾要求較高 系統(tǒng) 效率 管路壓力損失較大，用節(jié) 流調(diào)速時(shí)效率低 管路腰里損失較小，容積調(diào)速時(shí)效率較高 限速 制動 形式 用平衡閥進(jìn)行能耗限速， 用制動閥進(jìn)行能耗制動， 引起油液發(fā)熱 液壓泵由電動機(jī)拖動時(shí)，限速及制動 過程中拖動電能向電網(wǎng)輸電，回收部分能量， 即是再生限速和再生制動 其他 對泵的自吸性能要求高 對主泵的自吸性能要求低 油路循環(huán)方式的選擇主要取決于液壓系統(tǒng)的調(diào)速方式和散熱條件。一般來 說，凡是有較大空間可以存放油箱而且不需要另設(shè)散熱裝置的系統(tǒng)，要求結(jié)構(gòu) 盡可能簡單的系統(tǒng)，采用節(jié)流調(diào)速或者容積節(jié)流調(diào)速的系統(tǒng)，均宜采用開式系 統(tǒng)。在本設(shè)計(jì)中，油泵向兩個(gè)液壓執(zhí)行元件供油而且功率較小，整個(gè)系統(tǒng)的結(jié) 構(gòu)也比較簡單，所以本設(shè)計(jì)采用開式系統(tǒng)。 3.2 調(diào)速方案的分析和選擇 調(diào)速方案對主機(jī)的性能起到?jīng)Q定性的作用。 相應(yīng)的調(diào)整方式有節(jié)流調(diào)速、容積調(diào)速以及二者的結(jié)合容積節(jié)流調(diào)速。 節(jié)流調(diào)速一般采用定量泵供油，用流量控制閥改變輸入或輸出液壓執(zhí)行元 件的流量來調(diào)節(jié)速度。此種調(diào)速方式結(jié)構(gòu)簡單，由于這種系統(tǒng)必須用閃流閥， 故效率低，發(fā)熱量大，多用于功率不大的場合。 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 12 容積調(diào)速是靠改變液壓泵或液壓馬達(dá)的排量來達(dá)到調(diào)速的目的。其優(yōu)點(diǎn)是 沒有溢流損失和節(jié)流損失，效率較高。但為了散熱和補(bǔ)充泄漏，需要有輔助泵 。此種調(diào)速方式適用于功率大、運(yùn)動速度高的液壓系統(tǒng)。 容積節(jié)流調(diào)速一般是用變量泵供油，用流量控制閥調(diào)節(jié)輸入或輸出液 壓執(zhí)行元件的流量，并使其供油量與需油量相適應(yīng)。此種調(diào)速回路效率也較高 ，速度穩(wěn)定性較好，但其結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。 節(jié)流調(diào)速又分別有進(jìn)油節(jié)流、回油節(jié)流和旁路節(jié)流三種形式。進(jìn)油節(jié)流起 動沖擊較小，回油節(jié)流常用于有負(fù)載荷的場合，旁路節(jié)流多用于高速。 調(diào)速回路一經(jīng)確定，回路的循環(huán)形式也就隨之確定了。 節(jié)流調(diào)速一般采用開式循環(huán)形式。在開式系統(tǒng)中，液壓泵從油箱吸油，壓 力油流經(jīng)系統(tǒng)釋放能量后，再排回油箱。開式回路結(jié)構(gòu)簡單，散熱性好，但油 箱體積大，容易混入空氣。 容積調(diào)速大多采用閉式循環(huán)形式。閉式系統(tǒng)中，液壓泵的吸油口直接與執(zhí) 行元件的排油口相通，形成一個(gè)封閉的循環(huán)回路。其結(jié)構(gòu)緊湊，但散熱條件差 。 考慮到系統(tǒng)本身的性能要求和一些使用要求以及負(fù)載特性，本設(shè)計(jì)決 定采用節(jié)流調(diào)速。 3.3 液壓動力源的分析與選擇 液壓系統(tǒng)的工作介質(zhì)完全由液壓源來提供，液壓源的核心是液壓泵。節(jié)流調(diào)速 系統(tǒng)一般用定量泵供油，在無其他輔助油源的情況下，液壓泵的供油量要大于 系統(tǒng)的需油量，多余的油經(jīng)溢流閥流回油箱，溢流閥同時(shí)起到控制并穩(wěn)定油源 壓力的作用。容積調(diào)速系統(tǒng)多數(shù)是用變量泵供油，用安全閥限定系統(tǒng)的最高壓 力。 為節(jié)省能源提高效率，液壓泵的供油量要盡量與系統(tǒng)所需流量相匹配。對 在工作循環(huán)各階段中系統(tǒng)所需油量相差較大的情況，一般采用多泵供油或變量 泵供油。對長時(shí)間所需流量較小的情況，可增設(shè)蓄能器做輔助油源。 油液的凈化裝置是液壓源中不可缺少的。一般泵的入口要裝有粗過濾器， 進(jìn)入系統(tǒng)的油液根據(jù)被保護(hù)元件的要求，通過相應(yīng)的精過濾器再次過濾。為防 止系統(tǒng)中雜質(zhì)流回油箱，可在回油路上設(shè)置磁性過濾器或其他型式的過濾器。 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 13 根據(jù)液壓設(shè)備所處環(huán)境及對溫升的要求，還要考慮加熱、冷卻等措施。 本設(shè)計(jì)采用節(jié)流調(diào)速，所以使用定量泵供油 3.4 液壓回路的分析、選擇與合成 1）選擇系統(tǒng)一般都必須設(shè)置的基本回路，包括調(diào)壓回路、向回路、卸荷回 路及安全回路等。 2）根據(jù)系統(tǒng)的負(fù)載特性和特殊要求選擇基本回路，在本系統(tǒng)中考慮到安全 的要求，設(shè)置了背壓回路，同時(shí)由于是兩個(gè)執(zhí)行元件先后動作，且沒有順序聯(lián) 動關(guān)系，所以設(shè)置了互不干擾回路。 3）合成系統(tǒng) 選定液壓基本回路之后，配以輔助性回路，如控制油路，潤 滑油路、測壓油路等，可以組成一個(gè)完整的液壓系統(tǒng)。 在合成液壓系統(tǒng)時(shí)要注意以下幾點(diǎn)：防止油路間可能存在的相互干擾；系 統(tǒng)應(yīng)力求簡單，并將作用相同或者相近的回路合并，避免存在多余回路；系統(tǒng) 要安全可靠，力求控制油路可靠；組成系統(tǒng)的元件要盡量少，并應(yīng)盡量采用標(biāo) 準(zhǔn)元件；組成系統(tǒng)時(shí)還要考慮節(jié)省能源，提高效率減少發(fā)熱，防止液壓沖擊； 測壓點(diǎn)分布合理等。 3.5 液壓原理圖的擬定與設(shè)計(jì) 根據(jù)上述分析，可以擬定整個(gè)液壓系統(tǒng)的原理圖如下： 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 14 1油箱 2空氣濾清器 3液位計(jì) 4吸油過濾器 5液壓泵 6單向閥 7壓力表開關(guān) 8壓力表 9通道體 10疊加式溢流閥 11疊加式減壓閥 12疊加式雙單向節(jié)流閥 13電磁換向閥 14疊加式雙液控單向閥 15壓力繼電器 16電動機(jī) 圖 3-1 液壓系統(tǒng)的原理圖 Fig.4-1 Hydraulic system diagram 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 15 4 液壓元件的計(jì)算和選擇 液壓元件的計(jì)算是指計(jì)算元件在工作中承受的壓力和流量，以便選擇零件 的規(guī)格和型號，此外還要計(jì)算原動機(jī)的功率和油箱的容量。選擇元件時(shí)應(yīng)盡量 選擇標(biāo)準(zhǔn)件。 4.1 液壓泵的確定 液壓泵的最大工作壓力： = （41）p1maxp 其中 液壓執(zhí)行元件最大工作壓力；1maxp 液壓泵出口大執(zhí)行元件入口之間所有的沿程壓力損失和局部壓力 損失之和。初算時(shí)按經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)選?。汗苈泛唵危苤辛魉俨淮髸r(shí)， 取 0.2Mpa 0.5Mpa；管路復(fù)雜而且管中流速較大或者有p 調(diào)速元件時(shí)，取 0.5MPa 1.5MPa。 由上述選取 0.5MPa，然后帶入公式（4-1）計(jì)算得： 4.38+0.54.88MPap 在選擇泵的額定壓力時(shí)應(yīng)考慮到動態(tài)過程和制造質(zhì)量等因素，要使液壓泵 有一定的壓力儲備。一般泵的額定工作壓力應(yīng)比上述最大工作壓力高 2060，所有最后算得的液壓泵的額定壓力應(yīng)為： 4.88（1+0.25）6.1MPa 表 4-1 液壓泵的總效率 液壓泵類型 齒輪泵 螺桿泵 葉片泵 柱塞泵 總效率 0.650.90 0.700.85 0.550.85 0.800.90 液壓泵的流量 按下式計(jì)算pq K （42）pmax)q 式中 K考慮系統(tǒng)泄漏和溢流閥保持最小溢流量的系數(shù)，一般取 K1.11.3， 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 16 同時(shí)工作的執(zhí)行元件的最大總流量（4.116 3=12.348L/min）max)q 本設(shè)計(jì)取泄漏系數(shù)為 1.1，所以： 1.112.34813.583L/minpq 由液壓元件產(chǎn)品樣本查得 CBN-E312 齒輪泵滿足上述估算得到的壓力和流 量要求：該泵的額定壓力為 16MPa，公稱排量 V12 mL/rev，額定轉(zhuǎn)速為 1800r/min?，F(xiàn)取泵的容積效率 0.85，當(dāng)選用轉(zhuǎn)速 n1400 r/min 的驅(qū)動電機(jī)v 時(shí)，泵的流量為： Vnpqv 12 mL/rev0.851400r/min 310 14L/min 由前面的計(jì)算可知泵的最大功率出現(xiàn)在工位夾緊階段，現(xiàn)取泵的總效率 為 0.85，則： ppNpq 633.010.85 840W 選用電動機(jī)型號：Y90S4B5 型封閉式三相異步電動機(jī)滿足上述要求，其 轉(zhuǎn)速為 1400r/min，額定功率為 1.5kW。電動機(jī)與泵之間采用連軸器聯(lián)結(jié)。 根據(jù)所選擇的液壓泵規(guī)格及系統(tǒng)工作情況，可計(jì)算出液壓缸在各個(gè)階段的 實(shí)際進(jìn)出流量，運(yùn)動速度和持續(xù)時(shí)間，從而為其他液壓元件的選擇及系統(tǒng)的性 能計(jì)算奠定了基礎(chǔ)。計(jì)算結(jié)果如下表所示： 表 4-2工位夾緊缸的實(shí)際工況 流量 / 1minL工作階段 無桿腔 有桿腔 速度 / 1ms時(shí)間 /s 夾緊 q出 12A進(jìn) = 0.97.635 0.972q進(jìn) 1v2qA進(jìn) 1LtV 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 17 =1.41 = 34106.5 =0.012 = 3510.2 =3 松開 =q進(jìn) 3P = 14 =4.67 =q出 進(jìn) 21A =4.67 3.596 3.21 2v1q進(jìn) = 3409.6 =0.039 12LtV = 350.9 1 表 4-3工位夾緊缸的實(shí)際工況 流量 / 1minL工作階段 無桿腔 有桿腔 速度 / 1ms時(shí)間 /s 夾緊 6.03q進(jìn) q出 21A進(jìn) = 6.03489 =3.67 1vq進(jìn) = 34068.1 =0.125 1LtV = 3250. =0.2 松開 =q進(jìn) 進(jìn) 12A =14 8.049 23.02 =q出 p =14 2vqA進(jìn) = 34106.89 =0.48 2LtV = 3510.8 0.05 上表中 油缸的工作腔面積；1A 油缸回油腔面積；2 進(jìn)油缸流量；q進(jìn) 出油缸流量；出 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 18 油缸的運(yùn)動速度；12,v 油缸的運(yùn)動時(shí)間。t 4.2 閥類的選擇 4.2.1 選擇依據(jù) 選擇依據(jù)為：額定壓力，最大流量，動作方式，安裝固定方式，壓力損失 數(shù)值，工作性能參數(shù)和工作壽命等。 4.2.2 選擇閥類元件應(yīng)注意的問題 1)應(yīng)盡量選用標(biāo)準(zhǔn)定型產(chǎn)品，除非不得已時(shí)才自行設(shè)計(jì)專用件； 2)閥類元件的規(guī)格主要根據(jù)流經(jīng)該閥油液的最大壓力和最大流量選取。選 擇溢流閥時(shí)，應(yīng)按液壓泵的最大流量選取。選擇節(jié)流閥和調(diào)速閥時(shí)，應(yīng)考慮其 最小穩(wěn)定流量滿足機(jī)器低速性能的要求； 3)一般選擇控制閥的額定流量應(yīng)比系統(tǒng)管路實(shí)際通過的流量大一些，必要 時(shí)，允許通過閥的最大流量超過其額定流量的 20%； 根據(jù)以上要求，現(xiàn)選定各類閥和組將的型號如表 4-4 所示： 表 4-4 各種液壓元件的類型選擇 序 號 名稱 通過流 量 /L 額定流量/ 1minL額定壓力 /MPa 額定壓降 /MPa 型號規(guī)格 1 吸油過濾器 14 20 MF-02 2 單向閥 14 40 25 0.1 CIT-03-A1 3 壓力繼電器 25 MJCS-02B-HH 4 壓力表 010 W-2-1/2-100-A1 5 壓力表開關(guān) 14 21 10 GCT-02 6 疊加式溢流閥 14 35 25 0.12 MRF-02P-K1-20 7 疊加式減壓閥 14 35 25 0.2 MPR-02P-K1-02 8 疊加式單向閥 14 35 21 0.1 MPC-02W-05-30 9 二位四通換向閥 23.02 80 25 0.2 D5-02-3N2-D2 10 疊加式單向節(jié)流 閥 23.02 35 21 0.15 MTC-02W-K-I-20 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 19 11 二位四通換向閥 14 80 25 0.2 D5-02-3N2-D2 12 疊加式單向節(jié)流 閥 14 35 21 0.15 MTC-02W-K-I-20 13 空氣濾清器 AB-1162 14 液位計(jì) LS-3” 4.3 液壓附件的計(jì)算和選擇 4.3.1 確定管件的尺寸 表 4-5 油管中的允許流速 油液流經(jīng)油管 吸油管 高壓管 回油管 短管及局部收縮處 允許速度（m/s） 0.51.5 255 1.52.5 57 表 4-6 安全系數(shù) 管內(nèi)最高工作壓力 7 7 17.5 17.5 安全系數(shù) 8 6 4 由表 4-2 和 4-3 得知工位夾緊液壓缸有桿腔和無桿腔油管的實(shí)際最大流 量分別為 3.21L/min 和 4.67L/min，工位夾緊液壓缸有桿腔和無桿腔油管的實(shí) 際最大流量分別為 14L/min 和 23.02L/min，按照表 4-5 的推薦值取油管內(nèi)油液 的允許流速為 4m/min，按計(jì)算公式： d 4q （43） 式中 q通過油管的最大流量； V油管中允許流速； d油管內(nèi)徑。 將數(shù)值代入公式（4-3）得 工位夾緊液壓缸： d無 34.6710 4.9mm 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 20 d有 34.2106 4.1mm 工位夾緊液壓缸： d無 34106 11.1mm d有 34106 8.6mm 根據(jù) JB827 66，同時(shí)考慮到制作方便， 工位夾緊液壓缸兩根油管同時(shí) 選用 101（外徑 10mm，壁厚 1mm）的 10 號冷拔無縫鋼管。工位夾緊液壓 缸兩根油管同時(shí)選用 141（外徑 14mm，壁厚 1mm）的 10 號冷拔無縫鋼管。 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得管材的抗拉強(qiáng)度為 412MPa，由表 4-6 取安全系數(shù)為 8，按 公式對管子的強(qiáng)度進(jìn)行校核： 2bpdn （44） 式中 p管內(nèi)最高工作壓力； d油管內(nèi)徑； n安全系數(shù)； 管材抗拉強(qiáng)度；b 油管壁厚。 將數(shù)值代入公式（4-4）得： 1mm = 2bpdn636.10842 0.5mm 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 21 1mm = 2bpdn636.10842 0.7mm 所以選的管子壁厚安全。 其他油管，可直接按所連接的液壓元、輔件的接口尺寸決定其管徑的大小。 4.3.2 確定油箱容積 油箱的作用是儲油，散發(fā)油的熱量，沉淀油中雜質(zhì)，逸出油中的氣體。其 形式有開式和閉式兩種：開式油箱油液液面與大氣相通；閉式油箱油液液面與 大氣隔絕。開式油箱應(yīng)用較多。 油箱設(shè)計(jì)要點(diǎn)： 1）油箱應(yīng)有足夠的容積以滿足散熱，同時(shí)其容積應(yīng)保證系統(tǒng)中油液全部流 回油箱時(shí)不滲出，油液液面不應(yīng)超過油箱高度的 80%； 2）吸箱管和回油管的間距應(yīng)盡量大，之間應(yīng)設(shè)置隔板，以加大液流循環(huán)的 途徑，這樣能提高散熱、分離空氣及沉淀雜質(zhì)的效果。隔板高度為液面高度的 2/33/4。吸油管及回油管應(yīng)插入最低液面以下，以防止吸空和回油飛濺產(chǎn)生氣 泡。管口與箱底、箱壁距離一般不小于管徑的 3 倍。吸油管可安裝 100m 左右 的網(wǎng)式或線隙式過濾器，安裝位置要便于裝卸和清洗過濾器?；赜凸芸谝鼻?45角并面向箱壁，以防止回油沖擊油箱底部的沉積物，同時(shí)也有利于散熱； 3）油箱底部應(yīng)有適當(dāng)斜度，泄油口置于最低處，以便排油； 4）注油器上應(yīng)裝濾網(wǎng)； 5）油箱的箱壁應(yīng)涂耐油防銹涂料。 油箱的容積可以按照下列經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行計(jì)算： V pq （45） 式中 V油箱的有效容積/L； 液壓泵的總額定流量/ ；pq1minL 與系統(tǒng)壓力有關(guān)的經(jīng)驗(yàn)系數(shù)：低壓系統(tǒng)取 =24，中壓系統(tǒng) 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 22 =5 7，高壓系統(tǒng)取 =1012，對對于行走機(jī)械取或經(jīng)常間斷作 業(yè)的設(shè)備，系數(shù)取較小值；對于安裝空間允許的固定機(jī)械，或需藉 助油箱頂蓋安裝液壓泵及電動機(jī)和液壓閥集成裝置時(shí)，系數(shù)可適當(dāng) 取較大值。 本設(shè)計(jì)取 =6，將數(shù)值代如公式（4-5）得： V614 84 L 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 23 5 估算液壓系統(tǒng)性能 5.1 液壓系統(tǒng)壓力損失驗(yàn)算 由于系統(tǒng)的管路布置尚未具體確定，整個(gè)系統(tǒng)的壓力損失無法全面的計(jì)算， 故只能先估算閥類元件的壓力損失，待設(shè)計(jì)好管路布置圖后，加上管路的沿程 損失和局部損失即可。 在油缸夾緊時(shí)，油液依次經(jīng)過單向閥，疊加式減壓閥，疊加式溢流閥，電 磁換向閥，疊加式雙單向節(jié)流閥， 。所以進(jìn)油路上的壓力損失為 （51）vp()Q實(shí)壓 降 額 222220.970.970.970.971148353.1.6.535 =0.0009MPa 式中 總的壓力損失；vp 各種閥的壓降；P壓 降 流經(jīng)閥的設(shè)計(jì)流量；Q實(shí) 閥的額定流量。額 在油缸松開時(shí)，退油路上的壓力損失為 ）vp()Q實(shí)壓 降 額 222224.674.674.674.6701001015833.3.5.59 0.0097MPa 由此可以看出，系統(tǒng)閥的壓力損失都小于原先的估計(jì)值，所以滿足系統(tǒng)的 使用要求。因?yàn)楣の粖A緊缸的運(yùn)動過程是一樣的，使用對此油缸的壓力校驗(yàn) 過程和上面的計(jì)算過程是一樣的。如下所示 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 24 在油缸夾緊時(shí)，油液依次經(jīng)過單向閥，電磁換向閥，疊加式雙單向閥，疊 加式雙單項(xiàng)節(jié)流閥。進(jìn)油路上的壓力損失為： vp()Q實(shí)壓 降 額 2222226.036.036.036.031.14558.74.895. =0.017MPa 在油缸松開時(shí)，退油路上的壓力損失為： vp()Q實(shí)壓 降 額2222221414140.0.0.0.353588.5.3.9 0.2Mpa 由此看出各種閥同樣滿足使用要求。 5.2 系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升 液壓系統(tǒng)的壓力、容積和機(jī)械損失構(gòu)成總的能量損失，這些能量損失都將 轉(zhuǎn)化為熱量，是系統(tǒng)的油溫升高，產(chǎn)生一系列不良的影響。為此，必須對系統(tǒng) 進(jìn)行發(fā)熱和溫升計(jì)算，以便對系統(tǒng)溫升進(jìn)行控制。可按下式估算系統(tǒng)的發(fā)熱能 量： H （1 ） ipN （55） 式中 H系統(tǒng)產(chǎn)生的熱量； 液壓泵的輸入功率。ipN 將數(shù)值代入公式（5-5）得： H 634.89710401.6.5 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 25 1264w 表 5-1 各種機(jī)械允許油溫 液壓設(shè)備類型 正常工作溫度/ C最高允許溫度/ C 數(shù)控機(jī)床 3050 5570 一般機(jī)床 3055 5570 機(jī)車車輛 4060 7080 船舶 3060 8090 冶金機(jī)械、液壓機(jī) 4070 6090 工程機(jī)械、礦山機(jī)械 5080 7090 液壓系統(tǒng)中產(chǎn)生的熱量，由系統(tǒng)中各個(gè)散熱面散發(fā)至空氣中，其中油箱是 主要散熱面。因?yàn)楣艿赖纳崦嫦鄬^小，且與其自身的壓力損失產(chǎn)生的熱量 基本平衡，故一般濾去不計(jì)。當(dāng)只考慮油箱散熱時(shí)，其散熱量 可按下式計(jì)算：0H KA 0H （56） 式中 K散熱系數(shù)（ ） ，計(jì)算時(shí)可選用推薦值：通風(fēng)很差 K8；通/WmC 風(fēng)良好 K1420；風(fēng)扇冷卻時(shí)，K2025；用循環(huán)水冷卻時(shí)， K110175； A油箱散熱面積； 系統(tǒng)溫升。 當(dāng)系統(tǒng)產(chǎn)生的熱量 H 等于其散發(fā)出去的熱量時(shí)，系統(tǒng)達(dá)到平衡，此時(shí)： H/KA 當(dāng)六面體油箱長、寬、高比例為 1：1：11：2：3 且液面高度是油箱高 度的 0.8 倍時(shí)，其散熱面積的近似計(jì)算公式為： A=0.056 32V 所以可以導(dǎo)出： 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 26 320.56HV （57）式中 V油箱的有效容量。 取散熱系數(shù) K=15，將數(shù)值代入公式（ 5-7）得： 231640.8 67.6 C 此溫升超過了許用范圍， 30 50 ，增大油箱面積，取 V814 112L，并且取系數(shù) K=20 ，重新帶入數(shù)值計(jì)算得：Wm 3216420.5 41.8 C 所以滿足了許用溫升要求。至此，系統(tǒng)校核完畢，從整個(gè)過程來看，此設(shè) 計(jì)滿足使用需求。 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 27 6 結(jié)論 在本次關(guān)于數(shù)控銑床兩工位夾緊裝置液壓系統(tǒng)的畢業(yè)設(shè)計(jì)中，我通過查閱 現(xiàn)有資料，應(yīng)用液壓傳動的一般原理及液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)原理，進(jìn)行了液壓系統(tǒng) 的功能原理設(shè)計(jì)、執(zhí)行元件的選擇、閥類元件的選型、集成塊設(shè)計(jì)、密封及液 壓油的選擇等工作。通過對液壓系統(tǒng)的性能計(jì)算和校核使系統(tǒng)符合最初設(shè)計(jì)， 能夠完成設(shè)計(jì)要求。并在滿足原有要求的情況下實(shí)現(xiàn)重量輕、體積小、成本低、 效率高、結(jié)構(gòu)簡單、使用維護(hù)方便等的要求。 在設(shè)計(jì)過程當(dāng)中，由于實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)和知識水平的不足，關(guān)于設(shè)計(jì)計(jì)算、結(jié)構(gòu) 設(shè)計(jì)以及校核等方面都會有不完善之處。在今后的工作學(xué)習(xí)中我會更加詳盡的 學(xué)習(xí)，提高設(shè)計(jì)的科學(xué)性和效率。使之更加完善，符合實(shí)際工程機(jī)械的要求。 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 28 致謝 本設(shè)計(jì)是在李實(shí)老師的悉心指導(dǎo)和嚴(yán)格要求下完成的。在這期間老師給我 提供了不少參考資料，在我設(shè)計(jì)遇到困難而無法繼續(xù)做下去時(shí)老師給我耐心講 解，并且一講就是幾個(gè)小時(shí)。老師廣博的專業(yè)學(xué)識、嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度以及執(zhí)著 的事業(yè)追求使我受益匪淺，他嚴(yán)緊的科學(xué)作風(fēng)和實(shí)事求是的科學(xué)態(tài)度給我留下 了深刻的印象。 在李老師艱辛教導(dǎo)下，經(jīng)過這短短幾個(gè)月時(shí)間，我不僅學(xué)到了豐富的專業(yè) 設(shè)計(jì)知識和技巧，更重要的是使我學(xué)到了科學(xué)研究的方法和態(tài)度。 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 29 參考文獻(xiàn) 1 張利平.液壓氣動系統(tǒng)設(shè)計(jì)手冊M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社， 1997. 2 張利平.液壓站設(shè)計(jì)M.河北科技大學(xué)教材，1999. 3 張利平.現(xiàn)代機(jī)床液壓站設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)選型M. 制造技術(shù)與機(jī)床，1999， （10）. 4 宋學(xué)義.袖珍液壓氣動手冊M.北京： 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Application Studies On Hydraulics without stability the control system cant be used. Once stability has been assured, the performance requirements of the control system have to be set. They are determined by the mechanical structure of the crane and the human operator. The mechanical structure of a mobile hydraulic crane is a very necessary to keep the speed of the control system below this natural frequency or to develop a control system which can increase this frequency. The human operator also impossible limits on the control system. If the control system is too slow or too fast then it is impossible for a human operator to give it proper inputs. And finally, once the requlations have been met, stability is assured, and the performance is at the right level, the power efficiency of the control system has to be optimized. 2.2 Analysis of Current Control Systems Before designing a new control system it is good to analyze the current control systems to find out what their problems are. Current control systems are mainly hydraulic and can suffer from three main problems: 1. Instability 2. High cost 3. Inefficiency 2.2.1 Instability Instability is a serious problem as it can cause injury to human operators or damage to equipment. When a system becomes unstable it usually starts to oscillate violently. To avoid instability in current systems, the designers either sacrifice certain functions which are desirable, or add complexity and cost. For example, in the crane shown in Figure 1, it would be desirable to have control over the speed. But due to the safety system that cranes are required to have, standard speed control is not stable. To add speed control requires a more complex and more expensive mechanical system. The parameters of a hydraulic system, such as temperature or load force, also affect stability. A system that is stable with one set of parameters might be unstable with another set. To ensure stability over the entire operating range of the system, performance must sometimes be sacrificed at one of the parameter range. 2.2.2 High cost 湖南理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 32 Current systems are purely hydraulic-mechanical, so if the user wants a certain function, the user buys a certain hydraulic-mechanical component. Because most user have different requirements, there are many different variations of the same basic component. This means that many specialized components must be manufactured rather than one standard product. This drives up the cost of components. 2.2.3 Inefficiency One form of inefficiency in current systems is due to the link between the flows of the two ports of the cylinder. This is because most valves use a single spool to control the flow in both ports. Because of this link, it is impossible to set the pressure levels in the two sides of the cylinder independently. Therefore, the outlet side will develop a back pressure which acts in opposition to the direction of travel, which increases the pressure required on the inlet side to maintain motion. Since the force generated by the actuator is proportional to the pressure difference between the two sides, the actual pressures in the cylinder dont affect the action of the cylinder. For example, the action of the cylinder for 0psi/600psi would be the same as 1000psi/1600psi. However, in the second case, the power supply would have to supply much more power. This extra power is wasted. 2.3 Different Options for Control Systems Current control systems use hydraulic actuators with directional/proportional valves to control the movement. However there are many different options for controlling a cylinder. Options range from new high performance electro-hydraulic valves, to separate meter in / separate meter out (SMISMO) valves, to hydraulic bus systems, to intelligent actuators with built in power supplies, to pump based control strategies. These systems all have advantages and disadvantages which need to be analyzed if the most optimum solution is to be chosen. 2.4 Near Future Solution It is expected